(57)【要約】      （修正有）【課題】外気温が低下する冬期においては、動力低減を無視し、凝縮圧力の低下の防止を図ってきた。この低外気温環境において、冷媒ガス圧縮機駆動動力の低下を実現し、高い成績係数を上げることが可能な液冷媒加圧装置を提供する。【解決手段】低外気温度による凝縮温度が低下しても、膨張弁の機能を損なわないようにする方法として、液冷媒加圧ポンプと逆止弁を設けることで、解決しようとするものである。外気温度が低下し、凝縮圧力が低下したことをレシーバに設置された圧力スィツチが作動することで、液冷媒加圧ポンプが作動する。その結果、膨張弁前の液冷媒圧力が上昇する。レシーバから膨張弁への冷媒回路は２つになっていることから、液冷媒加圧ポンプ作動時に高圧液冷媒がレシーバに逆流するのを防止するために、レシーバから膨張弁への通常冷媒回路には逆止弁を設ける。  【選択図】図１
2005326131.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
図１に示す冷凍空調機システムに組込まれた液冷媒加圧装置において、請求範囲外の凝縮器２の出口からの高圧液冷媒を過冷却するための液ガス熱交換器３と、過冷却高圧液冷媒をプールするレシーバ４と、その圧力センサ９と、液冷媒を加圧する液冷媒加圧ポンプ５および逆止弁６とから成る構成を特徴とする液冷媒加圧装置。
【請求項２】
請求項１に示す液冷媒加圧ポンプ５は、凝縮器２の空冷式、水冷式を問わず、冬期などの低外気温の冷凍サイクル運転において、膨張弁入口の液冷媒圧力が夏期などの高外気温時の運転に比較し、高圧液冷媒の凝縮圧力が低下したときに、膨張弁７手前の液冷媒の圧力を上昇させる機能を有することを特徴とする請求項１に記載する液冷媒加圧装置。
【請求項３】
液冷媒加圧ポンプ５の回路と並行に請求項１に示す逆止弁６を設け、低外気温以外の通常冷凍サイクル運転、すなわち凝縮圧力が正常な値を保持する運転時においては、請求項２記述の液冷媒加圧ポンプ５の動作は停止し、レシーバ４から逆止弁６の順方向に液冷媒を膨張弁７に向かって流し、低外気温の冷凍サイクル運転時すなわち液冷媒加圧ポンプ５の作動時には、逆止弁６は、並列回路から液冷媒がレシーバ４に逆流するのを防止する機能を有することを特徴とする請求項１に記載する液冷媒加圧装置。
【請求項４】
当液冷媒加圧ポンプ５は、凝縮圧力センサ９からの信号で凝縮圧力Ｐ１以下に凝縮圧力が低下したときに作動開始し、凝縮圧力Ｐ２に上昇したときに停止し、Ｐ１とＰ２との差ΔＰ（＝Ｐ１−Ｐ２）は、液冷媒加圧ポンプ運転のハンチングを防止するため、しかるべきヒステリシス作動差圧を設けることを特徴とする請求項１に記載する液冷媒加圧装置。
【請求項５】
液冷媒加圧ホンプ５に吸入されるレシーバ４からの液冷媒の状態は飽和液に近いことから、液冷媒加圧ポンプ５への吸入時液冷媒からの蒸発を避けるため、然るべき過冷却を必要とする。その過冷却を実現するために、凝縮器２からレシーバ４に入る前の液冷媒を、蒸発器８出口の冷媒ガスと熱交換させ、レシーバ４内の液冷媒を過冷却状態とし、安定な液冷媒加圧ポンプ５の作動を可能とすることを特徴とする請求項１に記載する液冷媒加圧装置。
【発明の詳細な説明】
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】  フロン等の冷媒を使用する冷凍機、空調機への低外気温運転によって、凝縮圧力が低下することで、冷凍機の高成績係数運転が可能となる技術分野に属する。
【背景技術】
【０００２】  冷凍空調機の膨張弁の冷媒流量制御の安定化を図るために、膨張弁前後の差圧がある値以上になるように、冷凍機の運転がなされている。その理由は膨張弁を通過する液冷媒の単位時間当たりの流量は、膨張弁の通過断面積と膨張弁前後の差圧の積に比例する。
したがって、前述の差圧が低下すれば、所定の冷媒流量の保持が不可能となる。その不具合を解決する方法として、従来から外気温が低下する冬期においては、凝縮圧力が低下すれば、冷媒ガス圧縮用の圧縮機駆動動力の低下を図ることが可能となるが、安定な運転、すなわち膨張弁による液冷媒の流量制御がスムースに行われるように、動力低減を無視し、凝縮圧力の低下の防止を図っている。【０００３】  そのためには、次のような方法が採用されている。その１は、空冷凝縮器であれば、図２に示すように通過する空気流量の低下を図り、凝縮圧力の低下を防止する。その２は、冷媒回路に工夫をして、圧縮機からの高温高圧冷媒ガスを凝縮器の冷媒配管の途中に入口を変更して、凝縮器の機能を低下させることで、凝縮器圧力の低下を防止する。この凝縮圧力低下防止対策の実施例を図３に示す。【０００４】  参考までに、使用冷媒Ｒ−２２において、庫内温度を−２０℃とすれば、蒸発温度は−３０℃となり、冬期の平均外気温度を５℃とすれば、凝縮温度は１５℃近くとなる。ここで、従来の凝縮温度を３０℃とする場合と、成績係数（ＣＯＰ）を比較すると、次のようになる。
なお、膨張弁入口における液冷媒の過冷却度を−１０ｄｅｇ、蒸発器出口の冷媒ガスの過熱度を＋５ｄｅｇ、として概算した結果は次の通りである。【０００５】  凝縮温度３０℃とする場合のＣＯＰの計算値を以下に示す。
ＣＯＰ＝（ｈ１−ｈ３）／（ｈ２−ｈ１）＝（３９６−２２４）／（４５０−３９６）＝１７２／５４＝３．２
ここに、ｈ１、ｈ２、ｈ３は以下のとおりである（エンタルピの単位：ｋＪ／ｋｇ）。
ｈ１：圧縮機入口の冷媒エンタルピ値（＝蒸発器出口の冷媒エンタルピ値）
ｈ２：圧縮機出口の冷媒エンタルピ値
ｈ３：膨張弁入口の冷媒エンタルピ値（＝蒸発器入口の冷媒エンタルピ値）【０００６】  同様に凝縮温度を１５℃とする場合のＣＯＰの計算値を以下に示す。
ＣＯＰ＝（３９６−２０６）／（４３６−３９６）＝１９０／４０＝４．８
これら結果から、その改善比は４．８／３．２＝１．５  となり、成績係数ＣＯＰは５０％も大幅に改善されることが判る。
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】  冷凍サイクルにおいて、空冷コンデンサーの冷却を図る外気温が低下すれば、当然なこととして、凝縮温度、すなわち凝縮圧力の低下に至る。一方、蒸発圧力は冷蔵庫内の被冷却物である野菜、果実、魚介物の指定する保持温度から決まる。特に冬期等の外気温が低下するときには、凝縮温度が低下し、凝縮器と蒸発気を結ぶ配管の途中に設置される膨張弁の前後の圧力差が低下することとなる。
【０００８】  膨張弁は前述の差圧が然るべき値以上であるときに、機能を発揮するようになっている。その理由は、膨張弁の機能は蒸発器における冷却負荷に対応した冷媒流量を制御するためである。すなわち、過大の冷媒を蒸発器に送れば、未蒸発分の液冷媒は圧縮機に冷媒ガスと共に吸入される。その結果、非圧縮性の液冷媒は圧縮機吐出弁の破損に至る。
【０００９】  一方、冷却負荷に対し、冷媒流量が不足するときには、蒸発気出口、すなわち圧縮機吸入冷媒ガスの状態の過熱度は過大になり、吸入ガス温度が過大となることから、圧縮機の所要動力の増大を招き、冷凍サイクルの成績係数の劣化となる。その他に、冷媒ガスの比容積が増大し、冷凍機の冷却能力の低下を招く。
現状は膨張弁における冷媒流量の安定化を図る方法として、通常は蒸発器出口の過熱度が所定の値になるように、自動的に制御されている。
【課題を解決するための手段】
【００１０】  蒸発器の過熱度に依存して、冷媒流量を制御する膨張弁は、従来の過熱度による弁開度のメカニズムは図４に示すように、過熱度を検知する膨張弁感温部、すなわちセンサ部内の充填流体の蒸気圧力と膨張弁を通過する冷媒ガス圧力の差に依存する弁開度で冷媒流量が決まる。
最近は電動膨張弁が出現し、前述の２つの圧力差では無く、ダイレクトに過熱度を検知し、所定の弁解度になるように電動機で開閉をする方式のものが実用化されつつある。しかし、膨張弁の直後には、冷媒の湿り蒸気、すなわち飽和蒸気と冷媒液が共存するが、その湿り蒸気を蒸発器の複数の冷媒回路に均等に流すには、然るべき流速のもとで、冷媒の分配器、すなわちディストリビュータを通して蒸発器の各冷媒回路に均一に冷媒を送ることが求められる。
【００１１】  もし小さい差圧のままで膨張弁を通過した湿り状態の冷媒がディストリビュータに流れるときには、ガスと液の２層流はガスと液の均一な混合状態から外れて、熱交換の性能劣化が生じる。一方、大きい差圧のもとで膨張弁を通過して、蒸発器に流入する冷媒湿り蒸気の流速は速くなり、流入した冷媒が接する蒸発器内部の管壁と間の熱伝達率、すなわち、蒸発熱伝達率は管壁全体に冷媒が接することから、平均熱伝達率は向上し、サイクル成績係数の向上に寄与することとなる。
【００１２】  本発明は低外気温時の凝縮圧力の低下を図る問題を解決し、冷凍サイクルのより高い成績係数を実現するものである。具体的手段として、低外気温で凝縮圧力が低下した場合、凝縮器と膨張弁の間に存在する液冷媒の溜まりの機能を有するレシーバのところに、液冷媒の加圧ポンプを設け、膨張弁を通過する液冷媒の圧力を高めることで、冷媒の通過速度の低下防止を図る。そうすることで、ディストリビュータにおける分配機能は確かなものとなり、各冷媒回路に均一な流量が確保出来る。なお、レシーバからの冷媒は液体状態であり、液体は非圧縮性であることから、当加圧ポンプ所要動力は圧縮機所要動力の１／５０〜１／４０程度に小さく、十分に無視できる量である。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】  本発明の実施の形態を実施例に基づき図面を参照して説明する。
冷凍空調機システムに液冷媒加圧装置が組込まれた実施例を図５示す。
本実施例は空冷凝縮器５２を用いる場合であり、凝縮温度は室外空気の温度に依存することとなる。圧縮機５１からの高圧冷媒ガスは空冷凝縮器５２に送られ、送風機６０の外気送風によって、冷媒は冷却され液化が進行する。当液冷媒は液ガス熱交換器５３に送られる。【００１４】  蒸発器５８からの冷媒ガスは通常庫内温度に比較し１０度程度低いことから、この冷媒ガスを直接に圧縮機５１に吸入させる場合は、圧縮機５１の設置場所の空気温度に比べ、かなり低いことから、当吸入管周りには空気中の水分が凝縮し凍結に至る。すなわち無駄な冷却を避けて、尚且つ冷凍サイクルの効率向上を図るため、前述の液ガス熱交換器５３において、温度の低い冷媒ガスと室外空気より幾分高い温度の高圧液冷媒と熱交換させる。【００１５】  当熱交換の効能は、液ガス熱交換器５３で凝縮器５２からの液冷媒を冷却させることで、膨張弁手前の冷媒エンタルピの減少を図るためである。すなわち蒸発器入口の冷媒エンタルピｈ３は低下する。従って、蒸発器出口部の冷媒ガスのエンタルピｈ１から前述の入口エンタルピｈ３を差し引いたエンタルピの差をΔｈ（＝ｈ１−ｈ３）とし、冷媒循環量Ｇとの積Δｈ×Ｇが冷却能力であるから、冷凍機の成績係数向上のうえからも、出来るだけΔｈの増大を図ることが有利となる。
通常の冷凍機においては、空調機に比較し蒸発温度が低くなることから液ガス熱交換器が採用されている。【００１６】  次に液ガス熱交換器５３で冷却された液冷媒は、レシーバ５４を通り、確実に液冷媒のみが膨張弁５７に送られる。膨張弁５７の機能は蒸発器５８における冷却負荷に対応した冷媒流量を制御するものであり、冷媒液の過不足が生じないように流量制御をしている。すなわち蒸発器出口部の冷媒ガスの過熱度を所定の値に保持するようになされている。【００１７】  その理由は、蒸発器５８の冷却負荷に対し、冷媒流量が多いときには蒸発器出口部では、未蒸発の液冷媒が圧縮機５１に吸入される。その結果、非圧縮性の液冷媒が圧縮機５１の圧縮行程と吐出行程でハンマリングが生じ、圧縮機吐出弁の破損に至る。一方、冷媒流量が不足するときには、蒸発器出口部の冷媒ガスの過熱度が増大し、冷却能力の低下と同時に、圧縮機の冷媒吐出ガス温度の異状上昇を来たし、圧縮機５１の冷却が損なわれ、故障に通じることになる。【００１８】  次に本発明の特徴である、膨張弁５７とレシーバ間に設ける液冷媒加圧ポンプ５５と逆止弁５６の効能について説明する。冷凍機は年間を通して運転されるが、特に空冷凝縮器５２を採用された冷凍機のおいては、外気温度の変化に対応して凝縮温度は大幅に変化する。一方、通常の膨張弁５７の冷媒流量を定めるのは、膨張弁前後の差圧と弁開度に依存する。【００１９】  冬期等の外気温度が低いときには、凝縮温度が低下する。従って、膨張弁前後の差圧が小さくなることから冷媒流量は低下し、蒸発器の負荷に対応する冷媒流量の確保することが出来なくなる。そのための従来の対策は、膨張弁手前の圧力、すなわち凝縮圧力の所定の値以上に保つように、図３，図４に示すように空冷凝縮器への冷却空気の流量を絞り、凝縮器の能力の低下を図るとか、圧縮機の吐出ガスは凝縮器をバイパスして、直接レシーバに流し、凝縮圧力を所定の値に保つ方法が採用されている。【００２０】  しかし、この方法では外気温度が低下したことによる凝縮圧力の低下が起こり、その結果、圧縮機の所要動力の低減に至るので、膨張弁前の冷媒圧力を所定の値以上に保つため、冷凍サイクルの成績係数の増大が無視されることとなる。
本発明では、低外気温度による凝縮温度が低下しても、膨張弁の機能を損なわないようにする方法として、液冷媒加圧ポンプ５５と逆止弁５６を設けることで、解決しようとするものである。外気温度が低下し、凝縮圧力が低下したことをレシーバ５４に設置された圧力スィツチ５９が作動することで、液冷媒加圧ポンプ５５が作動する。その結果、膨張弁前の液冷媒圧力が上昇する。【００２１】  図５に示すように、レシーバ５４から膨張弁５７への冷媒回路は２つになっていることから、液冷媒加圧ポンプ作動時に高圧液冷媒がレシーバに逆流するのを防止するために、レシーバから膨張弁への通常冷媒回路には逆止弁５６を設ける。
次に外気温が上昇した場合は、凝縮圧力が上昇したことを、圧力スィツチ５９で感知することで、液冷媒加圧ポンプの停止を図る。【００２２】  請求項４に示したように、当液冷媒加圧ポンプ５５は、凝縮圧力スイッチ５９からの信号で凝縮圧力Ｐ１以下に凝縮圧力が低下したときに作動開始し、凝縮圧力Ｐ２に上昇したときに停止する。Ｐ１とＰ２との差ΔＰ（＝Ｐ１−Ｐ２）は、液冷媒加圧ポンプ運転のハンチングを防止するため、しかるべきヒステリシス作動差圧を設ける。【００２３】  前述のように、液冷媒加圧ポンプの所要動力は凝縮圧力が低下したことによる圧縮機の駆動動力の低減に比較して僅少であり、その値は使用冷媒Ｒ−２２の場合、液冷媒加圧ポンプ駆動動力は圧縮機の所要動力の１／５０から１／４０程度である。従って、低外気温時の冷凍機の成績係数は大幅に向上する。
なお、本発明の液冷媒加圧装置は、年間を通じて冷房運転が多く占める場合には、冷凍機の場合と同様に、圧縮機駆動動力の低減効果が大きい。【００２４】  本発明によれば、冬季などの外気温低下時に、凝縮温度が低下すると液冷媒加圧ポンプを作動させ、膨張弁前の液冷媒圧力が上昇することで、膨張弁の機能を高め、成績係数ＣＯＰを大幅に向上するものである。簡単な構成で効率の高い本発明の装置は、その省エネルギー化およびＣＯ２削減の要求に大きく寄与するものと期待でき、国内の冷凍空調機の設置台数が多いことから、その効果は計り知れないものがある。
【図面の簡単な説明】
【図１】冷凍空調機システムに液冷媒加圧装置が組込まれた構成を示す図である。
【図２】冷凍空調サイクルにおける冷媒液−ガス間の熱交換器の取付け状態を示す図である。
【図３】凝縮圧力低下防止対策の実施例を示す図である。
【図４】従来の感温式膨張弁の断を示す図である。
【図５】冷凍空調機システムに液冷媒加圧装置が組込まれた実施例を示す図である。
【符号の説明】
１  圧縮機
２  凝縮器
３  液ガス熱交換機
４  レシーバ
５  液冷媒加圧ポンプ
６  逆止弁
７  膨張弁
８  蒸発器
９  凝縮圧力センサ
２１  膨張弁
２２  蒸発器
２３  可変ルーバー
２４  圧力式ルーバー可変装置
２５  空冷凝縮器
２６  送風機
２７  圧縮機
３１  空冷凝縮器
３２  凝縮圧力制御弁
３３  温度作動式膨張弁
３４  電磁弁
３５  フィルタードライヤー
３６  蒸発器
３７  レシーバ
３８  圧縮機
４１  温度駆動部
４２  球弁
４３  冷媒入口
４４  冷媒出口
４５  過熱度調整用スプリング
４６  スプリング固定部品
４７  ケーシング
４８  調整キャップ
４９  調整ネジ
５０  感温部
５１  圧縮機
５２  空冷凝縮器
５３  液ガス熱交換機
５４  レシーバ
５５  液冷媒加圧ポンプ
５６  逆止弁
５７  膨張弁
５８  蒸発器
５９  凝縮圧力スイッチ
６０  送風機
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
2005326131.tif 000006
【図５】
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